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Gebiet der
Erfindung
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Die
vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Hydraulikpumpe mit variabler
Kapazität
zur Verwendung in einer Servolenkungsvorrichtung eines Kraftfahrzeugs,
und bezieht sich insbesondere auf eine Hydraulikpumpe mit variabler
Kapazität
zur Steuerung einer von ihr ausgegebenen Hydraulikfluidmenge entsprechend
eines auf sie aufgebrachten Lastdrucks.
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Beschreibung
des Standes der Technik
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In
der japanischen Patentschrift Nr. JP 59-110882 ist eine Hydraulikpumpe
mit variabler Kapazität
zur Steuerung einer von ihr ausgegebenen Hydraulikfluidmenge entsprechend
einem auf sie aufgebrachten Lastdruck beschrieben. Bei der Hydraulikpumpe
ist ein Nockenring in einem Gehäusekörper so
angeordnet, dass sein Exzenterbetrag relativ zur Mitte eines Rotors
einer Flügelpumpenanordnung
veränderbar
ist, und er mit einer Feder in einer exzentrischen Richtung beaufschlagt
ist, wobei ein Kolben zur Bewegung des Nockenrings gegen die Feder
vorgesehen ist, wenn er durch einen Differenzdruck zwischen der
Vorderseite und der Rückseite
einer Blende in einem Auslasskanal betrieben wird, wobei ein Hydraulikkolben
vorgesehen ist, um eine Anfangslast der Feder zu steuern, wenn wahlweise hoher
Druck oder niedriger Druck unter der Steuerung eines Umschaltventils
aufgebracht wird, das von einem internen, auf die Vorderseite der
Blende aufgebrachten Druck betrieben wird. Beim Betrieb der Hydraulikpumpe
wird die Ausgabemenge der Pumpe entsprechend der Drehzahl der Pumpe
so gesteuert, dass die Ausgabemenge der Pumpe nicht zunimmt, wenn
sie bis zu einem Grenzwert entsprechend der Erhöhung der Drehzahl der Pumpe
zunimmt, und der Grenzwert der Ausgabemenge entsprechend einer Erhöhung eines
Lastdrucks zunimmt, um den Ausgabekennwert der Pumpe entsprechend
mit dem Lastdruck zu steuern. In dem Fall, in dem der Grenzwert
der Ausgabemenge entsprechend einer Erhöhung oder Abnahme des Lastdrucks
bei der Verwendung der Hydraulikpumpe bei einer Servolenkungseinrichtung
eines Kraftfahrzeugs zunimmt oder abnimmt, wird ein maximaler Wert
der Ausgabemenge der Pumpe in einem Zustand vermindert, in dem die
Servolenkung während
einer Geradeausfahrt des Fahrzeugs nicht bedient wird. Dies ist
nützlich,
um den Energieverbrauch zu vermindern, ohne dass irgendein Einfluss
auf den Betrieb der Servolenkungsvorrichtung erfolgt.
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In
der in der japanischen Patentschrift Nr.
JP 59110882 beschriebenen Hydraulikpumpe
wird eine Spindel des Umschaltventils gegen die Last der Feder bewegt,
wenn der Lastdruck einen bestimmten Wert überschreitet, um einen Fluidkanal
umzuschalten. Hierdurch wird der Hydraulikkolben von dem auf ihn
aufgebrachten inneren Druck unter der Steuerung des Umschaltventils
bewegt, um die Anfangslast der auf den Nockenring einwirkenden Feder
zu verändern.
Entsprechend wird der Nockenring direkt durch die Änderung
der Last der Feder beeinflusst. Dies bewirkt, dass die Bewegung
des Nockenrings instabil wird. Weiter ist es schwierig, das Ansprechen zur
Erhöhung
der Ausgabemenge der Pumpe relativ zu einer Erhöhung des Lastdrucks zu verbessern.
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Weiter
zeigt die US-A-5 562 432 eine Hydraulikpumpe mit den Merkmalen des
Oberbegriffs von Anspruch 1.
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ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG
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Zur
Lösung
des oben genannten Problems ist es Aufgabe der vorliegenden Erfindung,
eine Hydraulikpumpe zu schaffen, bei der die Last einer auf ein
Differenzdrucksteuerventil wirkenden Feder entsprechend einer Erhöhung des
auf die Pumpe aufgebrachten Lastdrucks erhöht wird.
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Diese
Aufgabe wird mit einer Hydraulikpumpe gemäß Anspruch 1 gelöst; vorteilhafte
Ausgestaltungen ergeben sich aus den Unteransprüchen.
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Gemäß der vorliegenden
Erfindung wird die Aufgabe durch die Schaffung einer Hydraulikpumpe mit
variabler Kapazität
gelöst,
umfassend einen in einer radialen Richtung in einem Gehäuse bewegbaren
Nockenring, einen innerhalb des Gehäuses zur Drehung in dem Nockenring
befestigten Rotor, der mehrere umfangsmäßig beabstandete, in einer
radialen Richtung bewegbare und gleitend mit einer Innenfläche des
Nockenrings in Eingriff stehende Flügel lagert, in dem Gehäuse ausgebildete
Ansaug- und Ausgabeöffnungen
oder ein in dem Gehäuse festgelegtes
stationäres
Teil und eine in einem Auslasskanal vorgesehene, die Ausgabeöffnung mit
einer Auslassöffnung
verbindende Blende, wobei erste und zweite Wirkkammern an einem äußeren Umfang des
Nockenrings, in einer Bewegungsrichtung des Nockenrings einander
gegebenüberliegend
ausgebildet sind, der Nockenring federnd in Richtung der ersten
Wirkkammer zur Maximierung eines Exzenterbetrags relativ zu dem
Rotor vorgespannt ist, wobei in einer Ventilbohrung in dem Gehäuse ein
Differenzdrucksteuerventil axial gleitbar zur Steuerung jedes Drucks
in der ersten und zweiten Wirkkammer angeordnet ist, und wobei eine
auf das Differenzdrucksteuerventil wirkende Druckkraft einer Feder
entsprechend einer Erhöhung
des Lastdrucks erhöht
wird.
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Da
bei der Hydraulikpumpe mit variabler Kapazität die Druckkraft der auf das
Differenzdrucksteuerventil wirkenden Feder entsprechend einer Erhöhung des
Lastdrucks erhöht
wird, verändert
sich der Betrieb des Differenzdrucksteuerventils entsprechend einer
Erhöhung
des Lastdrucks. Wenn somit der Exzenterbetrag des Nockenrings vermindert wird,
wird die Drehzahl der Pumpe so verändert, dass sie den Grenzwert
der Ausgabemenge der Pumpe verändert.
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Gemäß einer
Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung wird eine Hydraulikpumpe mit variabler
Kapazität
geschaffen, umfassend einen in einer radialen Richtung in einem
Gehäuse
bewegbaren Nockenring, einen innerhalb des Gehäuses zur Drehung in dem Nockenring
befestigten Rotor, der mehrere umfangsmäßig beabstandete, in einer
radialen Richtung bewegbare und gleitend mit einer Innenfläche des
Nockenrings in Eingriff stehende Flügel lagert, in dem Gehäuse ausgebildete
Ansaug- und Ausgabeöffnungen
oder ein in dem Gehäuse
festgelegtes stationäres
Teil, und eine in einem Auslasskanal vorgesehene, die Ausgabeöffnung mit
einer Auslassöffnung
verbindende Blende, wobei erste und zweite Wirkkammern an einem äußeren Umfang
des Nockenrings in einer Bewegungsrichtung des Nockenrings einander
gegenüberliegend
ausgebildet sind, und der Nockenring federnd in Richtung der ersten
Wirkkammer zur Maximierung eines Exzenterbetrags relativ zu dem
Rotor vorgespannt ist, wobei in einer Ventilbohrung in dem Gehäuse ein
Differenzdrucksteuerventil axial gleitbar angeordnet ist, um eine
innere Druckkammer und eine Lastdruckkammer an seinen gegenüberliegenden
Enden auszubilden, und wobei die innere Druckkammer und die Lastdruckkammer
entsprechend mit einem Innendruck von der Vorderseite der Blende
und einem Lastdruck von der Rückseite
der Blende beaufschlagt werden, so dass eine Druckkraft einer das Differenzdrucksteuerventil
in Richtung der inneren Druckkammer gegen eine durch einen Differenzdruck
zwischen den inneren Druckkammer und der Lastdruckkammer vorspannenden
Feder entsprechend einer Erhöhung
des Lastdrucks erhöht
wird, und das Differenzdrucksteuerventil einen niedrigen Druck in
der ersten Wirkkammer bewirkt, wenn es gegen die innere Druckkammer
gedrückt
wird, und den inneren Druck in der ersten Wirkkammer und den Lastdruck
in der zweiten Wirkkammer bewirkt, wenn es gegen die Lastdruckkammer
bewegt wird.
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Da
bei der Hydraulikpumpe die innere Druckkammer und die Lastdruckkammer
an den gegenüberliegenden
Enden des Differenzdrucksteuerventils ausgebildet sind, das mit
der Druckkraft der Feder in Richtung der mit dem inneren Druck beaufschlagten inneren
Druckkammer bzw. dem Lastdruck von der Vorderseite und der Rückseite
der Blende beaufschlagt ist, wird der Exzenterbetrag des Nockenrings maximiert,
wenn eine Differenz des Innendrucks und des Lastdrucks während des
Betriebs der Pumpe mit einer geringen Drehzahl gering ist. Somit
wird die Ausgabemenge der Pumpe schnell im Verhältnis zur Drehzahl der Pumpe
erhöht.
Wenn das Differenzdrucksteuerventil durch eine Erhöhung des
Differenzdrucks bewegt wird, wird der Exzenterbetrag des Nockenrings
durch eine Druckdifferenz zwischen den Wirkkammern vermindert. Hierdurch
wird die Ausgabemenge des Hydraulikfluids nicht erhöht, auch wenn
die Drehzahl der Pumpe erhöht
wird. Die Druckkraft der auf das Differenzdrucksteuerventil wirkenden
Feder wird erhöht
oder vermindert, entsprechend einer Zunahme oder Abnahme des auf
die Rückseite
der Blende wirkenden Lastdrucks, und die auf das Differenzdrucksteuerventil
wirkende Druckdifferenz gegen die Druckkraft der Feder wird ebenfalls
erhöht
oder vermindert, entsprechend der Zunahme oder der Abnahme des Lastdrucks.
Wenn der Exzenterbetrag des Nockenrings somit durch die Druckdifferenz
zwischen den Wirkkammern vermindert wird, wird die Drehzahl der
Pumpe erhöht
oder vermindert. Somit wird der Grenzwert der Ausgabemenge der Pumpe
erhöht
oder vermindert.
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Gemäß einer
weiteren Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung umfasst die Hydraulikpumpe eine das Differenzdrucksteuerventil
in Richtung der internen Druckkammer vorspannende Feder, einen auf
den Lastdruck ansprechenden Kolben, der gleitbar innerhalb des Gehäuses angeordnet
ist und mit einem Ende des Differenzdrucksteuerventils an ihrem
einen Ende in der internen Druckkammer in Eingriff steht, und eine
den auf den Lastdruck ansprechenden Kolben in Richtung des Differenzdrucksteuerventils
vorspannende Druckfeder. In einem derartigen Fall wird die auf das
Differenzdrucksteuerventil wirkende Druckkraft durch ein Differenz
in der Druckkraft der das Differenzdrucksteuerventil in Richtung der
internen Druckkammer vorspannenden Feder und der Druckkraft der
das Differenzdrucksteuer ventil in Richtung der Lastdruckkammer vorspannenden Feder
durch den auf den Lastdruck ansprechenden Kolben definiert.
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KURZE BESCHREIBUNG
DER ZEICHNUNGEN
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Es
zeigen:
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1 eine
Schnittansicht einer ersten Ausführungsform
einer Hydraulikpumpe mit variabler Kapazität gemäß der vorliegenden Erfindung;
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2 eine
Schnittansicht längs
der Linie II-II in 1;
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3 ein
Diagramm zur Darstellung eines Ausgabekennwerts der Hydraulikpumpe;
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4(a) und 4(b) Betriebsbedingungen,
teilweise geschnitten, der Hydraulikpumpe von 1;
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5 eine
Schnittansicht einer zweiten Ausführungsform einer Hydraulikpumpe
mit variabler Kapazität
gemäß der vorliegenden
Erfindung;
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6 eine
Schnittansicht längs
der Linie VI-VI in 5;
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7(a) und 7(b) Betriebsbedingungen,
teilweise geschnitten, der Hydraulikpumpe von 5;
und
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8(a) und 8(b) einen
Hauptteil, teilweise. geschnitten, einer dritten Ausführungsform der
Hydraulikpumpe mit variabler Kapazität gemäß der vorliegenden Erfindung
und Betriebsbedingungen der Hydraulikpumpe.
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BESCHREIBUNG
DER BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGSFORMEN
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Im
Folgenden wird eine erste Ausführungsform
der Hydraulikpumpe gemäß der vorliegenden Erfindung
unter Bezugnahme auf die 1 bis 4 beschrieben.
Die Hydraulikpumpe mit variabler Kapazität wird als Förderquelle
des Hydraulikfluids für eine
Servolenkungsvorrichtung verwendet, die als Hauptkomponenten ein
Gehäuse 10,
das mit einem Endwandteil 11 flüssigkeitsdicht abgedeckt ist,
eine in dem Gehäuse 10 befestigte
Pumpenwelle 26, einen an der Pumpenwelle 26 mit
ihr drehbar befestigten Rotor 22, eine Flügelpumpenanordnung 20 mit
einem in radialer Richtung bewegbaren Nockenring 21, ein
Differenzdrucksteuerventil 31 zur Steuerung der Bewegung
des Nockenrings 21 und eine in Auslasskanälen 53a, 53b und 53c der
Flügelpumpenanordnung 20 angeordnete
variable Blende 54 umfasst.
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Wie
in den 1 und 2 gezeigt, wird die Pumpenwelle 26 drehbar
an ihrem mittleren Abschnitt und hinteren Ende am Gehäuse 10 und
einem Endwandteil 11 mittels einem Lager gelagert. Eine
innere zylindrische Fläche 10a ist
in dem Gehäuse 10 konzentrisch
zur Pumpenwelle 26 ausgebildet. Eine scheibenförmige Seitenplatte 12 und
ein zylindrisches Passstück 13 sind
fest mit der inneren zylindrischen Fläche 10a des Gehäuses 10 verbunden.
Die Flügelpumpenanordnung 20 ist
zwischen dem Endwandteil 11, der scheibenförmigen Seitenplatte 12 und
dem zylindrischen Passstück 13 vorgesehen, wie
weiter unten beschrieben. Eine Riemenscheibe 29 mit V-förmigen Nuten ist am äußeren Ende
der Pumpenwelle 26 befestigt und wird von einer Antriebsquelle
von einem Hauptantrieb des Fahrzeugs angetrieben.
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Die
Flügelpumpenanordnung 20 besteht
aus dem Nockenring 21, der in dem zylindrischen Passstück 13 befestigt
ist, dem auf einem mittleren Abschnitt der Pumpenwelle 26 koaxial
mit ihr befestigten Rotor 22, mehreren umfangsmäßig beabstandeten
Flügeln 23,
die gleitbar in mehreren radialen Schlitzen des Rotors 22 angeordnet
sind und mit einer inneren zylindrischen Fläche des Nockenrings 21 in
Eingriff stehen. Diese Bauteile 21 bis 23 werden
an ihren Seitenflächen
in gleitendem Kontakt mit einer inneren Endfläche des Endwandteils 11 und
der Seitenplatte 12 gehalten. Eine Ansaugöffnung 24 des Flügelpumpenabschnitts 20 ist
an einer Endfläche des
Endwandteils 11 ausgebildet und steht mit einem Fluidtank 61 durch
einen Ansaugkanal 14 und einer Einlassöffnung 15 zur Zuführung des
Hydraulikfluids in Verbindung. Eine Ausgabeöffnung 25 ist an der Endfläche der
Seitenplatte 12 ausgebildet und steht mit einer Auslassöffnung 55 über Ausgabekanäle 53a, 53b, 53c und 34a zur
Ausgabe von Druckfluid von einer Druckkammer 16 durch eine
variable Blende 54, die weiter unten beschrieben wird,
in Verbindung. Wie in 2 gezeigt, ist die Druckkammer 16 in
dem Gehäuse
an der Rückseite
der Seitenplatte 12 ausgebildet.
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Ein
parallel zur Pumpenwelle 26 angeordneter Lagerstift 17 ist
an gegenüberliegenden
Enden des Endwandteils 11 und der Seitenplatte 12 gehalten
und steht mit einer Innenfläche
des zylindrischen Passstücks 13 an
einem Abschnitt seines Außenumfangs
in Eingriff. Der Nockenring 21 ist an einem Abschnitt seines äußeren Umfangs
mit einer axialen Aussparung 21a zum Eingriff mit dem Lagerstift 17 ausgebildet,
so dass der Nockenring 21 in radialer Richtung bewegbar
ist. An einem der axialen Aussparung 21 diametral gegenüberliegenden
Abschnitt ist der Außenumfang
des Nockenrings 21 durch gleitenden Eingriff mit einem
Dichtungsteil 50 aus Tetrafluorethylen abgedichtet, das
in einer axialen Nut in der Innenfläche des zylindrischen Passstücks 13 angeordnet
und gehalten wird. Zwischen dem zylindrischen Passstück 13 und
dem Nockenring 21 sind erste und zweite Wirkkammern 51a und 51b ausgebildet,
die von dem Lagerstift 17 und dem Dichtungsteil 50 unterteilt
sind und einander in einer Bewegungsrichtung des Nockenrings 21 gegenüberliegen. Ein
Bolzen 18 ist an einer Seite der zweiten Wirkkammer 51b in
die Umfangswand des Gehäuses 10 in Bewegungsrichtung
des Nockenrings 21 eingeschraubt. Ein Druckkolben 27 ist
gleitbar in einem zylindrischen inneren Abschnitt 18a des
Bolzens 18 zur Bewegung in axialer Richtung angeordnet
und mittels einer Schraubenfeder 28 in der axialen Richtung der
Pumpenwelle 26 vorgespannt. Ein Innenvorsprung 27a des
Druckkolbens 27 erstreckt sich durch eine Umfangswand des
zylindrischen Passstücks 13 flüssigkeitsdicht
und steht mit dem Außenumfang des
Nockenrings 21 in Eingriff, um den Nockenring 21 in
Richtung der ersten Wirkkammer 51a so federnd vorzuspannen,
dass ein Exzenterbetrag des Nockenrings 21 relativ zu dem
Rotor 22 maximiert wird.
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Die
variable Blende 54 in der Form von radialen, in einem zylindrischen
Abschnitt 18a des Bolzens 18 ausgebildeten Bohrungen 18b sind
mit dem hinteren Ende des Druckkolbens 27 verschließbar. Wenn
der Nockenring 21 in Richtung der zweiten Wirkkammer 51b bewegt
wird, um den Druckkolben 27 gegen die Schraubenfeder 28 zurückzubewegen, werden
die radialen Bohrungen 18b graduell von dem hinteren Ende
des Druckkolbens 27 verschlossen, so dass die Öffnungsfläche der
radialen Bohrungen 18b vermindert wird. Das Druckfluid
von dem Flügelpumpenabschnitt 20 wird
durch die Ausgabeöffnungen 53a, 53b und
die variable Blende 54 ausgegeben und wird weiter von der
Auslassöffnung 55 durch
die radialen Bohrungen 27b des Druckkolbens 27,
dem Ausgabekanal 53c und dem Verbindungskanal 34a ausgegeben.
In einem Zustand, wo die Pumpe mit variabler Kapazität betrieben
wird, um das Fluid unter Druck auszugeben, bewirkt die variable
Blende 54 eine Druckdifferenz des ausgegebenen Fluids an
ihrer vorderen und hinteren Seite. In einem derartigen Fall wird
der Druck in dem Auslasskanal 53c, dem Verbindungskanal 34a und
der Auslassöffnung 55 an
der Rückseite
der veränderbaren
Blende 54 ein Lastdruck, der entsprechend einem Betriebszustand der
mit dem Hydraulikfluid versorgten Vorrichtung aufgebracht wird,
während
der Druck in den Auslasskanälen 53a, 53b und
der Druckkammer 16 vor der veränderbaren Blende 54 ein
Innendruck der Pumpe wird, der größer als der Lastdruck ist.
Somit verändert
sich der Innendruck der Pumpe entsprechend der Änderung des Lastdrucks. In
einem normalen Betriebszustand wird der Differenzdruck ein kleiner Wert,
der geringer als der Innendruck oder der Lastdruck ist.
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Wie
hauptsächlich
in 1 dargestellt, ist das Differenzdrucksteuerventil 31 als
ein Spindelventil 31 ausgebildet, das von der linken Seite
in der Figur in eine in dem Gehäuse
senkrecht zur Pumpenwelle 26 ausgebildete Ventilbohrung 30 eingesetzt
ist und mit der Ventilbohrung 30 so verbunden ist, dass es
in axialer Richtung bewegbar ist. In das linke Ende der Ventilbohrung 30 ist
ein Verbindungsteil 34 eingeschraubt und festgelegt, um
Wirkkammern 52a, 52b an den gegenüberliegenden
Enden des Differenzdrucksteuerventils 31 in dem Gehäuse 10 auszubilden.
Das Verbindungsteil 34 weist radiale Kanäle 34a zur
Verbindung der Auslasskanäle 53a, 53b und 53c mit
der Auslassöffnung 55 auf.
Die Wirkkammer 52a an dem gegenüberliegenden Ende des Verbindungsteils 34 ist
als eine Innendruckkammer ausgebildet, die mit dem Innendruck von
der Druckkammer 16 durch einen Einlasskanal 56 beaufschlagt
wird. Die Wirkkammer 52b an der Seite des Verbindungsteils 34 ist
als eine Lastdruckkammer ausgebildet, die mit einem Lastdruck von
der Auslassöffnung 55 durch
einen Drosselkanal 59 beaufschlagt wird. Das Differenzdrucksteuerventil 31 ist
in Richtung der Innendruckkammer 52a mittels einer Druckschraubenfeder 33,
die mit dem Verbindungsteil 34 in Eingriff steht, belastet.
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Ein
in dem Gehäuse 10 an
der Seite der Innendruckkammer 52a ausgebildeter Einlasskanal 57a steht
wahlweise mit dem Fluidtank 61 und der Innendruckkammer 52a in
Abhängigkeit
von der Bewegung des Differenzdrucksteuerventils 31 in
Verbindung. In einem Ruhezustand, bei dem das Differenzdrucksteuerventil 31 in
einer distalen Endstellung der Ventilbohrung 30 an der
Seite der Innendruckkammer 52a unter der Belastung der
Schraubenfeder 33 gehalten wird, steht der Einlasskanal 57a nicht
mit der Innendruckkammer 52a in Verbindung. Wenn das Differenzdrucksteuerventil 31 in
Richtung der Lastdruckkammer 52b gegen die Belastung der
Schraubenfeder 33 bewegt wird, wird der Einlasskanal 57a in
der Ventilbohrung 30 an einer Stelle geöffnet, die mit der Innendruckkammer 52a in
Verbindung steht. Der Einlasskanal 57a steht mit der ersten
Wirkkammer 51a über
eine Dämpfblende 58a in
dem zylindrischen Passstück 13 an
einer Seite des Nockenrings 21 in Verbindung. Ein radialer
Kanal 32 in dem Differenzdrucksteuerventil 31 steht
mit dem Einlasskanal 57a in einem Zustand in Verbindung,
wenn der Einlasskanal 57a von der Innendruckkammer 52a gesperrt
ist. Wenn der Einlasskanal 57a mit der Innendruckkammer 52a in
Abhängigkeit
der Bewegung des Differenzdrucksteuerventils 31 in Richtung
der Lastdruckkammer 52b in Verbindung steht, ist der radiale
Kanal 32 von dem Einlasskanal 57a getrennt. Der
radiale Kanal 32 steht konstant mit dem Fluidtank 61 über eine
Verbindungsleitung 60 in Verbindung.
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Ein
in dem Gehäuse 10 an
der Seite der Lastdruckkammer 52b ausgebildeter Einlasskanal 57b steht
mit der Lastdruckkammer 52 in Verbindung. Der Einlasskanal 57b steht
mit der zweiten Wirkkammer 51b durch eine Dämpfblende 58b in dem
zylindrischen Passstück 13 an
der anderen Seite des Nockenrings 21 in Verbindung. Ein
Pilotentspannungsventil 65 ist in einer axialen Bohrung
des Differenzdrucksteuerventils 31 angeordnet, um den Druck
in der Lastdruckkammer 52b in den Fluidtank 61 zu
entspannen, wenn der Lastdruck übermäßig so ansteigt,
dass das Differenzdrucksteuerventil 31 in Richtung der
Lastdruckkammer 52b bewegt wird, um die von der Pumpe ausgegebene
Hydraulikfluidmenge zu minimieren.
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Ein
auf den Lastdruck ansprechender Kolben 40 weist einen kleineren
Durchmesser als dem des Differenzdrucksteuerventils 31 auf
und ist gleitbar in einem Abschnitt des Gehäuses 10 koaxial zu der
Ventilbohrung 30 an der Seite der Innendruckkammer 52a angeordnet
und steht mit einem Ende mit dem Differenzdrucksteuerventil 31 in
Eingriff. Eine Druckschraubenfeder 41 ist zwischen einer
Federaufnahme 40a an dem anderen Ende des auf den Lastdruck
ansprechenden Kolbens 40 angeordnet, und ein Bolzen 19 ist
in das Gehäuse 10 eingeschraubt.
In einem Zustand, wo der Innendruck in der Kammer 52a niedriger
als ein bestimmter Wert ist, wird der auf den Lastdruck ansprechende
Kolben 40 in Eingriff mit dem Differenzdrucksteuerventil 31 unter
der Last der Schraubenfeder 41 gehalten und in Richtung
der Lastdruckkammer 52b vorgespannt. Die Druckkraft der
Schrau benfeder 41 wird so bestimmt, dass sie geringer als
die der Druckschraubenfeder 33 ist.
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Die
Druckkraft, die das Differenzdrucksteuerventil 31 gegen
eine nach links gerichtete Kraft aufgrund einer Druckdifferenz zwischen
den Wirkkammern 52a und 52b vorspannt, entspricht
einer Differenz zwischen der Druckkraft der Feder 33 und
der Druckkraft der Feder 41, die auf das Differenzdrucksteuerventil 31 über den
auf den Lastdruck ansprechenden Kolben 40 aufgebracht wird.
Somit wird die Druckkraft der Schraubenfeder 33 nicht durch
den Innendruck und den Lastdruck in den Kammern 52a und 52b beeinflusst.
Wenn der Innendruck in der Wirkkammer 52a Null ist, wird
das Differenzdrucksteuerventil 31 mit der Druckkraft der
Schraubenfeder 41 über
den auf den Lastdruck ansprechenden Kolben 40 beaufschlagt.
Wenn der Innendruck in der Wirkkammer 52a gegen die Druckkraft
der Schraubenfeder 41 über
einen bestimmten Druck ansteigt, wird der auf den Lastdruck ansprechende
Kolben 40 von dem Differenzdrucksteuerventil 31 gelöst, wie
in 4(b) dargestellt, und die auf das
Differenzdrucksteuerventil 31 über den auf den Lastdruck ansprechenden
Kolben 40 aufgebrachte Druckkraft der Schraubenfeder 41 wird
Null. Somit nimmt die Druckkraft der das Differenzdrucksteuerventil 31 in
Richtung der Innendruckkammer 52a gegen die nach links
gerichtete Kraft aufgrund des Differenzdrucks zwischen den Wirkkammern 52a und 52b vorspannenden
Feder entsprechend einer Zunahme des Lastdrucks zu. Im Ruhezustand,
in dem der Lastdruck Null ist, wird das Differenzdrucksteuerventil 31 gegen
das distale Ende der Ventilbohrung 30 in der Innendruckkammer 52a gedrückt.
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Wenn
der Rotor 2 der Flügelpumpe
durch die Drehung eines Hauptantriebs des Fahrzeugs, die auf die
Pumpenwelle 26 über
einen Antriebsriemen, der über
die Riemenscheiben 29 mit den V-Nuten gespannt ist, übertragen
wird, gedreht wird, wird Hydraulikfluid in dem Tank 61 in
jeden Raum zwischen den Flügeln 23 durch
die Einlassöffnung 15,
den Kanal 14 und die Ansaugöffnung 24 angesaugt
und in die Druckkammer 16 von der Auslassöffnung 25 ausgegeben
und einer Vorrichtung, z.B. einer Servolenkung, durch die Auslasskanäle 53a, 53b, 53c mit
der variablen Blende 54 und dem Auslasskanal 34a zugeführt.
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Wenn
eine geringe Hydraulikfluidmenge durch die Auslasskanäle 53a, 53b, 53c während der Drehung
der Pumpe mit einer niedrigen Geschwindigkeit strömt, ist
die Differenz des Drucks zwischen der Vorder- und Rückseite
der variablen Blende 54 ein geringer Wert. In einem derartigen
Fall wird das Differenzdrucksteuerventil 31 mit dem distalen
Ende der Ventilbohrung 30 in der Innendruckkammer 52a unter
der Last der Druckschraubenfeder 33, wie in 1 dargestellt,
in Berührung
gehalten, so dass die erste Wirkkammer 51a mit dem Fluidtank 61 durch den
Einlasskanal 57a und den radialen Kanal 32 in Verbindung
steht, um den Druck in der ersten Wirkkammer 51a bei Null
zu halten. Der Nockenring 21 wird somit in Richtung der
ersten Wirkkammer 51a unter der Belastung der Druckschraubenfeder 28 gedrückt, um
die ausgegebene Hydraulikfluidmenge zu maximieren. In einem derartigen
Zustand nimmt die von der Auslassöffnung 55 über die
Auslasskanäle 53a, 53b, 53c und
den Verbindungskanal 34a ausgegebene Hydraulikfluidmenge
schnell entsprechend einer Zunahme der Drehzahl der Pumpe zu, wie
dies durch die Kennlinie A in 3 dargestellt
ist.
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Wenn
die Druckdifferenz zwischen der Vorder- und Rückseite der variablen Blende 54 entsprechend
einer Zunahme der Ausgabemenge des Hydraulikfluids zunimmt, nimmt
der Differenzdruck zwischen der Innendruckkammer 52a und
der Lastdruckkammer 52 zu, wodurch eine Zunahme der auf das
Differenzdrucksteuerventil 31 in Richtung der Lastdruckkammer 52b wirkenden
Druckkraft bewirkt wird. In einem Zustand, in dem der Lastdruck
immer noch niedrig ist (in einem Zustand, wo das Lenkrad des Fahrzeugs
nicht bedient wird), wird der auf den Lastdruck ansprechende Kolben 40 mit
dem Differenzdrucksteuerventil 31 unter der Last der Druckschraubenfeder 41 in
Eingriff gehalten. In einem derartigen Fall wird das Differenzdrucksteuerventil 31 mit
einer relativ kleinen Druckkraft aufgrund einer Differenz zwischen
der Last der Druckschraubenfedern 33 und 41 beaufschlagt.
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Entsprechend
wird das Differenzdrucksteuerventil 31 durch eine Druckdifferenz
zwischen der Vorder- und Rückseite
der variablen Blende 54 aufgrund einer relativ geringen
ausgegebenen Hydraulikfluidmenge so bewegt, dass die erste Wirkkammer 51a mit
der internen Druckkammer 52a in Verbindung steht, wie in 4(a) gezeigt. Hierdurch wird der Exzenterbetrag
des Nockenrings 21 vermindert, um die Druckdifferenz zwischen
der Vorder- und Rückseite der
variablen Blende 54 bei einem konstanten Wert zu halten,
und die Ausgabemenge der Pumpe wird bei einer kleinen Menge gehalten,
wie dies durch die Kennlinie B in 3 dargestellt
ist. Dies ist nützlich, um
den Energieverbrauch zu begrenzen. Weiter nimmt die Ausgabemenge
der Pumpe entsprechend einer Zunahme der Drehzahl der Pumpe ab,
da die Drosselfläche
der variablen Blende 54 entsprechend einer Abnahme des
Exzenterbetrags des Nockenrings 21 vermindert wird.
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Angenommen,
dass der Lastdruck durch die Bedienung des Lenkrads bei dem oben
beschriebenen Betrieb der Pumpe zunimmt, so wird der auf den Lastdruck
ansprechende Kolben 40 durch den Innendruck in der Wirkkammer 52a gegen
die Kraft der Druckschraubenfeder 41 bewegt und von dem
Differenzdrucksteuerventil 31 gelöst, wie in 4(b) gezeigt
ist. In einem derartigen Fall wirkt eine relativ große Federkraft
der Druckschraubenfeder 33 auf das Differenzdrucksteuerventil 31.
Somit steht, wenn der Differenzdruck zwischen der Vorder- und Rückseite
der variablen Blende 54 oder die Ausgabemenge der Pumpe
nicht zunimmt, die erste Wirkkammer 51a nicht mit der internen
Druckkammer 52a in Verbindung. Hierdurch wird, wie durch
eine Kennlinie C in 3 dargestellt, die Ausgabemenge
der Pumpe auf einen für
die Unterstützung
des Betriebs des Lenkrads erforderlichen Betrag erhöht.
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Bei
einem derartigen Betrieb der Pumpe beeinflusst die Änderung
der auf das Differenzdrucksteuerventil 31 wirkenden Federkraft
aufgrund der Zunahme oder Abnahme des Lastdrucks nicht direkt den
Nockenring 21. Dies ist nützlich, um die Stabilität des Betriebs
des Nockenrings 21 zu verbessern. Weiter wird die auf das
Differenzdrucksteuerventil 31 wirkende Federkraft entsprechend
einer Zunahme des Lastdrucks erhöht,
und jeder Druck in der ersten und zweiten Wirkkammer 51a und 51b wird
direkt durch die Bewegung des Differenzdrucksteuerventils 31 zur Änderung
des Exzenterbetrags des Nockenrings 21 gesteuert. Dies
ist ebenfalls nützlich,
um das Ansprechen der Zunahme oder Abnahme der Ausgabemen ge der
Pumpe relativ zur Zunahme oder Abnahme des Lastdrucks zu verbessern.
-
Bei
dieser Ausführungsform
wird die auf das Differenzdrucksteuerventil 31 wirkende
Federkraft durch das Lösen
von dem auf den Lastdruck ansprechenden Kolben 40 oder
seinen Eingriff mit ihm verändert.
Somit wird die Federkraft entsprechend des Lastdrucks verändert, ohne
dass irgendein Hub des Differenzdrucksteuerventils 31 bewirkt
wird. Dies ist nützlich,
um das Ansprechen des Umschaltens der Ausgabemengenkennlinien B
und C aufgrund der Zunahme oder Abnahme des Lastdrucks zu verbessern.
-
Im
Folgenden wird eine zweite Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf die 5 bis 7 beschrieben.
Bei dieser zweiten Ausführungsform
sind eine Druckfeder 33A und eine auf den Lastdruck ansprechende
Spindel 45 vorgesehen, um das Differenzdrucksteuerventil 31 in Richtung
der internen Druckkammer 52a gegen eine nach rechts gerichtete
Druckkraft, aufgrund einer Druckdifferenz zwischen der internen
Druckkammer 52a und der Lastdruckkammer 52b, vorzuspannen. Die
andere Konstruktion entspricht im Wesentlichen jener der ersten
Ausführungsform,
so dass nur der unterschiedliche Punkt im Folgenden beschrieben wird.
-
Wie
hauptsächlich
in 5 gezeigt, ist die Ventilbohrung 30 in
dem Gehäuse 10 an
ihrer rechten Seite geöffnet
und mittels eines Bolzens 19A verschlossen. Das Differenzdrucksteuerventil 31 und
die auf den Lastdruck ansprechende Spindel 45 sind axial
gleitbar in der Ventilbohrung 30 durch die Druckfeder 33A angeordnet.
Die Wirkkammern 52a und 52b sind an gegenüberliegenden
Seiten des Differenzdrucksteuerventils 31 in dem Gehäu se 10 ausgebildet.
Die Wirkkammer 52b an der Innenseite des Bolzens 19A weist
die Form einer Lastdruckkammer auf, die mit dem Lastdruck von einer
Auslassöffnung 55 über einen
Verbindungskanal 59A beaufschlagt wird, während die
Wirkkammer 52a an der gegenüberliegenden Seite die Form
einer Innendruckkammer aufweist, die mit dem Innendruck von der
Druckkammer 16 durch den Kanal 56 zur Einführung des
Innendrucks der Pumpe beaufschlagt wird.
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Die
auf den Lastdruck ansprechende Spindel 45 und die Druckfeder 33A sind
in der Lastdruckkammer 52b angeordnet, und eine axiale
Bohrung ist in der auf den Lastdruck ansprechenden Spindel 45 zur Fluidverbindung
an ihren gegenüberliegenden
Enden ausgebildet. Ein Teil der die Lastdruckkammer 52b bildenden
Ventilbohrung 30 ist als eine abgestufte Bohrung mit einem
kleineren Durchmesser an der Seite des Differenzdrucksteuerventils 31 und
einem großen
Durchmesser an der Seite des Bolzens 19A ausgebildet. Die
auf den Lastdruck ansprechende Spindel 45 ist gleitbar
in der abgestuften Bohrung angeordnet. Ein rings um die auf den
Lastdruck ansprechende Spindel 45 in der abgestuften Bohrung
ausgebildeter Ringraum steht mit dem Fluidtank 61 durch
die Verbindungsleitung 60 in Verbindung.
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In
der gleichen Weise wie bei der ersten Ausführungsform stehen die radialen
Verbindungskanäle 32A in
dem Differenzdrucksteuerventil 31 mit dem Fluidtank 61 durch
die Verbindungsleitung 60 in Verbindung. Mit den radialen
Verbindungskanälen 32A wird
der Einlasskanal 57a in Verbindung mit der ersten Wirkkammer 51a wahlweise
mit dem Fluidtank 61 und der internen Druckkammer 52a in
Abhängigkeit von
der axialen Bewegung des Differenzdrucksteuerventils 31 verbunden.
Der Einlasskanal 57b in Verbindung mit der zweiten Wirkkammer 51b steht
konstant mit der Lastdruckkammer 52b in Verbindung. Das
Differenzdrucksteuerventil 31 ist weiter darin mit einem
Pilotentspannungsventil 65 versehen. Der Druckkolben 27 ist
gleitbar in einer zylindrischen axialen Bohrung 10b in
dem Gehäuse 10 angeordnet, um
den Nockenring 21 in Richtung der ersten Wirkkammer 51a unter
der Kraft der Druckfeder 28, die von einem Bolzen 18A aufgenommen
wird, vorzuspannen. Die variable Blende 54 ist durch eine
Ringnut 27c des Druckkolbens 27 und den Auslasskanal 53b ausgebildet,
und die Auslassöffnung 55 ist
in dem Gehäuse 10 ausgebildet.
-
Da
die Querschnittsfläche
der abgestuften, auf den Lastdruck ansprechenden Spindel 45 an
der Seite des Bolzens 19A größer als der an der Seite der
Druckfeder 33A ist, wird die ansprechende Spindel 45 in
Eingriff mit dem Bolzen 19A in einem Zustand gehalten,
in dem der Lastdruck in der Kammer 52b Null ist oder bei
einem bestimmten niedrigen Wert liegt, wie in den 5 und 7(a) gezeigt. Wenn der Lastdruck in der
Kammer 52b über
den bestimmten Wert ansteigt, bewegt sich die ansprechende Spindel 45 in
Richtung des Differenzdrucksteuerventils 31, wie in 7(b) gezeigt, und die Druckfeder 33A wird
durch die Bewegung der ansprechenden Spindel 45 zusammengedrückt, wodurch
eine Erhöhung
der Anfangskraft bewirkt wird. Hierdurch nimmt die das Differenzdrucksteuerventil 31 in
Richtung der Innendruckkammer 52a vorspannende Druckkraft gegen
eine nach rechts gerichtete Druckkraft aufgrund einer Druckdifferenz
zwischen den Wirkkammern 52a und 52b, die auf
das Differenzdrucksteuerventil 31 wirkt, zu.
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Bei
dieser zweiten Ausführungsform
wird die Druckdifferenz zwischen der Vorder- und Rückseite der
variablen Blende 54 bei einem kleinen Wert in einem Zustand
gehalten, bei dem sich die Pumpe mit einer niedrigen Drehzahl dreht.
Somit wird, wie in 5 gezeigt, das Differenzdrucksteuerventil 31 mit dem
distalen Ende der Ventilbohrung 30 in der internen Druckkammer 52 unter
der Kraft der Druckschraubenfeder 33A in Berührung gehalten,
so dass die erste Wirkkammer 51a mit dem Fluidtank 61 in Verbindung
steht, und der Nockenring 21 in Richtung der ersten Wirkkammer 51a unter
der Kraft der Druckschraubenfeder 28 gedrückt wird,
um die von der Pumpe ausgegebene Hydraulikfluidmenge zu maximieren.
In einem derartigen Zustand nimmt die ausgegebene Hydraulikfluidmenge
schnell entsprechend einer Zunahme der Drehzahl der Pumpe zu, wie
durch die Kennlinie A in 3 dargestellt.
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Wenn
die Druckdifferenz zwischen der Vorder- und Rückseite der variablen Blende 54 entsprechend
einer Zunahme der ausgegebenen Hydraulikfluidmenge zunimmt, nimmt
die auf das Differenzdrucksteuerventil 31 in Richtung der
Lastdruckkammer 52b wirkende Druckkraft entsprechend der
Zunahme der Druckdifferenz zu. Wenn die auf das Differenzdrucksteuerventil 31 wirkende
Druckkraft die Kraft der Druckschraubenfeder 33A überschreitet, beginnt
sich das Differenzdrucksteuerventil 31 in Richtung der
Lastdruckkammer 52b zu bewegen. Wenn der Einlasskanal 57a von
dem radialen Kanal 32A gesperrt ist und mit der ersten
Wirkkammer 51a in Verbindung steht, wirkt der Innendruck
an der Vorderseite der variablen Blende 54 auf die erste
Wirkkammer 51a. Somit nimmt, wie bei der ersten Ausführungsform,
die ausgegebene Hydraulikfluidmenge nicht mehr als um einen begrenzten
Wert zu, wie dies durch die Kennlinien B und C in 3 dargestellt
ist, auch wenn die Drehzahl der Pumpe zunimmt. Bei dieser zweiten
Ausführungsform
wird die Öffnungsfläche der
variablen Blende 54 entsprechend der Bewegung des Nockenrings 21 vermindert,
und die ausgegebene Hydraulikfluidmenge wird entsprechend einer
Zunahme der Drehzahl der Pumpe vermindert. Dies ist nützlich,
um eine Hydraulikpumpe mit variabler Kapazität zu schaffen, die für eine Servolenkung geeignet
ist.
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Wenn
der Innendruck entsprechend einer Zunahme des Lastdrucks zunimmt,
nimmt die Druckkraft der Feder 33A, die auf das Differenzdrucksteuerventil 31 in
Richtung der internen Druckkammer 52a wirkt, entsprechend
einer Zunahme des Innendrucks zu, wie beschrieben. Entsprechend
beginnt sich, wenn der Innendruck in der Kammer 52a in
einem Zustand niedrig ist, in dem die Pumpe betrieben wird, wie
bei der ersten Ausführungsform
durch die Kennlinie A in 3 gezeigt, das Differenzdrucksteuerventil 31 in
Richtung der Lastdruckkammer 52b zu bewegen, wenn die ausgegebene
Hydraulikfluidmenge immer noch relativ gering ist, und der Zuführkanal 57a steht
mit der Innendruckkammer 52a in Abhängigkeit der Bewegung des Differenzdrucksteuerventils 31 so
in Verbindung, dass der Exzenterbetrag des Nockenrings 21 sich
beginnt zu vermindern. Hierdurch wird der Grenzwert der ausgegebenen
Menge der Pumpe, wie durch die Kennlinie in 3 gezeigt, niedrig.
Wenn dagegen der Innendruck in der Kammer 52a hoch wird,
beginnt das Differenzdrucksteuerventil 31 sich in Richtung
der Lastdruckkammer 52b nach der Zunahme der ausgegebenen
Menge der Pumpe zu bewegen, und der Zuführkanal 57a wird mit
der Innendruckkammer 52a verbunden, so dass sich der Exzenterbetrag
des Nockenrings 21 beginnt zu vermindern. Hierdurch wird
der Grenzwert der ausgegebenen Menge der Pumpe hoch. Da der Grenzwert
entsprechend der Zunahme des Innendrucks, wie oben beschrieben, ansteigt,
wird der Grenzwert der ausgegebenen Menge maximal, wie durch die
Kennlinie C gezeigt, wenn die auf den Lastdruck ansprechende Spindel 45 zu
ihrem Hub bewegt wird. Die Kennlinie der ausgegebenen Menge wird
entsprechend des auf die Pumpe wirkenden Lastdrucks gesteuert.
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Bei
dieser zweiten Ausführungsform
wird der Differenzdruck zwischen den Wirkkammern 51a und 51b entsprechend
des Lastdrucks zur Einstellung des Exzenterbetrags des Nockenrings 21 ohne
die Steuerung der Anfangskraft der Druckfeder 28 entsprechend
dem Lastdruck gesteuert. Mit einer derartigen Einstellung des Nockenrings 21 wird
die auf das Differenzdrucksteuerventil 31 wirkende Druckkraft der
Druckfeder 33A erhöht,
ohne dass irgendeine Verzögerung
bei der schnellen Änderung
des Lastdrucks bewirkt wird. Hierdurch kann, auch wenn die Änderung
des Differenzdrucks an der variablen Blende 54 zunimmt,
eine Oszillationserscheinung des Nockenrings 21 durch geeignete
Einstellung der Dämpfblende 58a zur
Verbesserung der Dämpfwirkung
des Hydraulikfluids verhindert werden.
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Obwohl
bei dieser zweiten Ausführungsform die
axiale Bohrung in der Mitte der auf den Lastdruck ansprechenden
Spindel 45 ausgebildet ist, so dass der gleiche Lastdruck
an den gegenüberliegenden Seiten
der Spindel 45 herrscht, kann ein Verbindungskanal in dem
Gehäuse 10 in
geeigneter Weise ausgebildet sein, um den gleichen Lastdruck an
den gegenüberliegenden
Seiten der Spindel 45 aufzubringen.
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Im
Folgenden wird eine dritte Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf 8 beschrieben.
Bei dieser dritten Ausführungsform
sind eine Druckschraubenfeder 33B und ein auf den Lastdruck
ansprechender Abschnitt 37 vorgesehen, um ein Differenzdrucksteuerventil 35 in Richtung
der internen Druckkammer 52a gegen eine nach rechts gerichtete
Druckkraft aufgrund einer Druckdifferenz zwischen den Wirkkammern 52a und 52b vorzuspannen.
Da die weitere Konstruktion im Wesentlichen der der ersten Ausführungsform gleicht,
wird nur der unterschiedliche Punkt im Folgenden beschrieben.
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Wie
in 8 gezeigt, ist die Ventilbohrung 30 in
dem Gehäuse 10 an
ihrer linken Seite geöffnet
und mittels eines Bolzens 19B verschlossen. Das Differenzdrucksteuerventil 35 ist
axial gleitbar in der Ventilbohrung 30 angeordnet. Die
Wirkkammern 52a und 52b sind an den gegenüberliegenden
Seiten des Differenzdrucksteuerventils 35 in dem Gehäuse 10 angeordnet.
Die an der Innenseite des Bolzens 19B ausgebildete Wirkkammer 52a hat
die Form einer internen Druckkammer, die mit dem Innendruck von der
Druckkammer 16 durch den Zuführkanal 56 beaufschlagt
wird, während
die Wirkkammer 52b an der gegenüberliegenden Seite die Form
einer Lastdruckkammer aufweist, die mit dem Lastdruck einer Auslassöffnung 55 durch
einen Verbindungskanal 59B beaufschlagt wird.
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Das
Differenzdrucksteuerventil 35 besteht aus einem zylindrischen
Abschnitt 36, der gleitbar in der Ventilbohrung 30 angeordnet
ist, dem auf den Lastdruck ansprechenden Abschnitt 37,
der axial gleitbar in einer axialen Bohrung des zylindrischen Abschnitts 56 angeordnet
und an einer Federaufnahme 37 befestigt ist, deren Durchmesser
größer als die
axiale Bohrung ist, und einer Ventilfeder 38, die den zylindrischen
Abschnitt 36 in Richtung der Federaufnahme 37a vorspannt.
Die axiale Bohrung des zylindrischen Abschnitts 36 weist
die Form einer abgestuften Bohrung auf, die an der Seite der Federaufnahme 37a einen
kleinen Durchmesser und an der gegenüberliegenden Seite einen großen Durchmesser
aufweist. Der auf den Lastdruck ansprechende Abschnitt 37 ist
in der abgestuften Bohrung des zylindrischen Abschnitts 36 angeordnet
und die Ventilfeder 38 ist in einem Ringraum zwischen dem
zylindrischen Abschnitt 36 und dem auf den Lastdruck ansprechenden
Abschnitt 37 angeordnet. Der Ringraum steht mit dem Fluidtank 61 durch
die radialen Kanäle 32B und
die Verbindungsleitung 60 in Verbindung.
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Das
Differenzdrucksteuerventil 35 ist in Richtung der Innendruckkammer 52a mittels
der Druckschraubenfeder 33B vorgespannt, die zwischen dem inneren
Ende der Ventilbohrung 30 und der Federaufnahme 37a angeordnet
ist. Unter der Kraft der Druckschraubenfeder 33B stehen
der zylindrische Abschnitt 36 und die Federaufnahme 37a miteinander mit
ihren Enden in Eingriff, und der zylindrische Abschnitt 36 und
der auf den Lastdruck ansprechende Abschnitt 37 stehen
mit einem inneren zylindrischen Abschnitt und einem inneren Boden
des Bolzens 19B in Eingriff. Der innere zylindrische Abschnitt
des Bolzens 19B ist an seinem distalen Ende mit radialen Bohrungen 19a zur
Verbindung zwischen seinem Inneren und seinem Äußeren versehen.
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In
der gleichen Weise wie bei der ersten und zweiten Ausführungsform
ist der zylindrische Abschnitt 36 des Differenzdrucksteuerventils 35 mit
radialen Kanälen 32B zur
Verbindung des Ringraums mit dem Fluidtank 61 durch die
Verbindungsleitung 60 ausgebildet. Somit wird der mit der
ersten Wirkkammer 51a verbundene Zuführkanal 57a wahlweise mit
dem Fluidtank 61 und der Innendruckkammer 52a in
Abhängigkeit
von der Bewegung des zylind rischen Abschnitts 36 des Differenzdrucksteuerventils 35 verbunden.
Der mit der zweiten Wirkkammer 51b in Verbindung stehende
Lastdruckzuführkanal 57b steht konstant
mit der Lastdruckkammer 52b in Verbindung. Die Federaufnahme 37a ist
darin mit einem Pilotentspannungsventil 65 versehen.
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Wenn
der Lastdruck und der Innendruck von Null ansteigen und einen bestimmten
Wert überschreiten,
wird der auf den Lastdruck ansprechende Abschnitt 37 in
der axialen Bohrung des zylindrischen Abschnitts 36 in
Richtung der Lastdruckkammer 52b gegen die Kraft der Ventilfeder 38 in
einem Zustand bewegt, in dem der zylindrische Abschnitt 36 mit
dem inneren zylindrischen Abschnitt des Bolzens 19B in Eingriff
gehalten wird. Hierdurch wird die zwischen der Federaufnahme 37a und
der Innenwand des Gehäuses 10 angeordnete
Druckfeder 33B zusammengepresst und die auf die Federaufnahme 37a wirkende
Anfangskraft wird erhöht,
wie in 8(b) gezeigt. Somit nimmt die
Druckkraft, der das Differenzdrucksteuerventil 35 in Richtung
der Innendruckkammer 52a gegen die nach rechts gerichtete
Kraft aufgrund der Druckdifferenz zwischen den Kammern 52a und 52b vorspannenden
Feder 33B entsprechend der Zunahme des Lastdrucks und des
Innendrucks zu.
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Bei
dieser dritten Ausführungsform
ist die Druckdifferenz zwischen der Vorder- und Rückseite der
variablen Blende 54 (siehe 5) bei einer
niedrigen Drehzahl der Pumpe gering. In einem derartigen Fall wird
das Differenzdrucksteuerventil 35 in Berührung mit
dem distalen Ende der Innendruckkammer 52a unter der Kraft
der Druckfeder 33B in Berührung gedrückt, wie in 8(a) gezeigt,
und der zylindrische Abschnitt 36 wird mit der Federaufnahme 37a unter
der Kraft der Ventilfe der 38 in Eingriff gehalten. Somit
wird die erste Wirkkammer 51a mit einem niedrigen Druck
von dem Fluidtank 61 beaufschlagt, so dass der Nockenring 21 in
Richtung der ersten Wirkkammer 51a unter der Kraft der
Druckfeder 28 gedrückt
wird, um die Ausgabemenge der Pumpe zu maximieren. Entsprechend
nimmt die Ausgabemenge der Pumpe in Abhängigkeit von der Zunahme der Drehzahl
der Pumpe schnell zu, wie dies durch die Kennlinie A in 3 dargestellt
ist.
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Wenn
die Druckdifferenz zwischen der Vorder- und Rückseite der variablen Blende 54 in
Abhängigkeit
von der Zunahme der Ausgabemenge der Pumpe zunimmt, beginnt das
Differenzdrucksteuerventil 35 sich in Richtung der Lastdruckkammer 52b gegen
die Kraft der Feder 33B zu bewegen, um dadurch den Zuführkanal 57a von
dem radialen Kanal 32B zu sperren und verbindet denselben
mit der ersten Wirkkammer 51a. In einem derartigen Fall
wird die erste Wirkkammer 51a mit dem Innendruck von der
Vorderseite der variablen Blende 54 beaufschlagt. Entsprechend
nimmt, auch wenn die Drehzahl der Pumpe entsprechend der Zunahme
des Lastdrucks zunimmt, die Ausgabemenge der Pumpe nicht mehr als
um die begrenzten Werte zu, wie dies durch die Kennlinien B und
C in 3 gezeigt ist. Somit wird der Ausgabemengekennwert
der Pumpe entsprechend der Drehzahl der Pumpe gesteuert. Da bei
dieser dritten Ausführungsform
die Öffnungsfläche der
variablen Blende 54 entsprechend der Abnahme der Ausgabemenge
der Pumpe vermindert wird, nimmt die Ausgabemenge des Hydraulikfluids entsprechend
einer Zunahme der Drehzahl der Pumpe ab. Dies ist nützlich,
um eine Hydraulikpumpe mit variabler Kapazität zu schaffen, die für eine Servolenkung
geeignet ist.
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Wenn
der Lastdruck und der Innendruck zunimmt, nimmt die Druckkraft der
Feder 33B, die auf das Differenzdrucksteuerventil 35 in
Richtung der Innendruckkammer 52a wirkt, zu, wie oben beschrieben.
Entsprechend beginnt sich, wenn der Lastdruck und der Innendruck
in einem Zustand niedrig sind, in dem die Pumpe bei der ersten Ausführungsform
und der zweiten Ausführungsform,
wie durch die Kennlinie A in 3 gezeigt,
betrieben wird, das Differenzdrucksteuerventil 35 in Richtung
der Lastdruckkammer 52b zu bewegen, wenn die Ausgabemenge
der Pumpe relativ gering ist, und der Zuführkanal 57a wird mit
der Innendruckkammer 52a in Abhängigkeit von der Bewegung des
Differenzdrucksteuerventils 35 verbunden, so dass der Exzenterbetrag
des Nockenrings vermindert wird. Hierdurch wird der Grenzwert der
Ausgabemenge der Pumpe niedrig, wie durch die Kennlinie B in 3 gezeigt.
Wenn dagegen der Lastdruck und der Innendruck zunehmen, beginnt
sich das Differenzdrucksteuerventil 35 in Richtung der
Lastdruckkammer 52b nach der Zunahme der Ausgabemenge der
Pumpe zu bewegen, und der Zuführkanal 57a wird
mit der internen Druckkammer 52a verbunden, so dass der
Exzenterbetrag des Nockenrings 21 vermindert wird. Hierdurch
wird der Grenzwert der Ausgabemenge der Pumpe hoch. Da der Grenzwert
entsprechend der Zunahme des Lastdrucks und des Innendrucks zunimmt,
wird die Grenzmenge der Ausgabemenge maximal, wie durch die Kennlinie
C gezeigt, wenn der auf den Lastdruck ansprechende Abschnitt 37 zu
seinem Hubende bewegt wird. Der Ausgabekennwert der Pumpe wird somit
entsprechend dem darauf wirkenden Lastdruck gesteuert.
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Bei
dieser dritten Ausführungsform
wird der Differenzdruck zwischen den Wirkkammern 51a und 51b entsprechend
dem Lastdruck zur Einstellung des Exzenterbetrags des Nockenrings 21 gesteuert, ohne
dass die Anfangslast der Druckfeder 28 entsprechend dem
Lastdruck gesteuert wird. Mit einer derartigen Anordnung des Nockenrings 21 nimmt
die Federkraft der Druckfeder 33B, die auf das Differenzdrucksteuerventil 35 wirkt,
zu, ohne dass irgendeine Verzögerung
zur schnellen Änderung
des Lastdrucks bewirkt wird. Hierdurch wird, auch wenn die Änderung
der Druckdifferenz an der variablen Blende 54 groß wird,
ein Oszillationsphänomen
des Nockenrings 21 durch die geeignete Einstellung der
Dämpfblende 58a verhindert,
wodurch die Dämpfwirkung des
Hydraulikfluids verbessert wird. Entsprechend wird eine Hydraulikpumpe
mit variabler Kapazität
geschaffen, ohne dass irgendeine Verzögerung beim Ansprechen und
eine Instabilität
der Ausgabemenge bewirkt wird.
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Obwohl
bei den obigen Ausführungsformen der
Nockenring 21 durch den Lagerstift 17 zur Bewegung
in einer radialen Richtung zurückgehalten
wird, kann der Nockenring 21 an der zylindrischen Fläche des
Passstücks 13 an
Stellen des Lagerstifts 17 und der Dichtung 50 in
einer flüssigkeitsdichten
Weise zur Bewegung in einer radialen Richtung gelagert werden.
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Bei
der vorliegenden Erfindung wird die Kraft der auf das Differenzdrucksteuerventil
zur Steuerung des Drucks in der ersten und zweiten Wirkkammer wirkenden
Feder entsprechend einer Zunahme des Lastdrucks zur Einstellung
des Exzenterbetrags des Nockenrings erhöht. Mit einer derartigen Einstellung des
Exzenterbetrags des Nockenrings ist es möglich, die Stabilität des Betriebs
des Nockenrings zu verbessern, und das Ansprechen auf eine Erhöhung oder
Abnahme der Ausgabemenge der Pumpe relativ zur Zunahme oder Abnahme
des Lastdrucks zu verbessern.
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In
dem Fall, in dem der auf den Lastdruck ansprechende Kolben mit einem
Ende des Differenzdrucksteuerventils in der Innendruckkammer wie
bei der vorliegenden Erfindung in Eingriff steht, wird die auf das
Differenzdrucksteuerventil wirkende Federkraft entsprechend des
Lastdrucks verändert,
ohne dass irgendein Hub des Differenzdrucksteuerventils bewirkt
wird. Dies ist nützlich,
um weiter das Ansprechen auf die Zunahme oder Abnahme der Ausgabemenge
der Pumpe relativ zur Zunahme oder Abnahme des Lastdrucks zu verbessern.